JPS6338823A

JPS6338823A - 等圧・等温燃焼器とガスタ−ビン

Info

Publication number: JPS6338823A
Application number: JP17988286A
Authority: JP
Inventors: Isamu Nemoto; 勇根本
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1986-08-01
Filing date: 1986-08-01
Publication date: 1988-02-19

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】本発明は、ガスタービンのサイクル性能改善法に関する
ものであり、複数の燃焼器をもたずして、再熱・再生サ
イクルの如き効果を得るガスタービンである。

一般に熱機関は、サイクル最高温度が高いほど、熱効率
がよくなる。しかしガスタービンはサイクル最高温度、
つ″！ジタービン入口温度が耐熱材料に縛られ制限を受
けるので、最高温度は他の熱機関より低く、これを高め
る事によって熱効率を向上させるのは、容易ではない。

そこで本発明は、ガスタービンサ＝イクルの最高温度を
一定として、熱力学的にサイクルを変える事により、熱
効率と比出力を改善し、ガスタービンの性能向上法に新
たな道を開こうとするものである。

熱機関の最高効率は、カルノサイクルによりて与えられ
る。

そのカルノサイクルと等価な熱効率をもつサイクルに、
スターリングサイクルとエリクソンサイクルがある。

この熱効率が等しい３つのサイクルの関係を、次のよう
に位置付ける事ができる。

ｉ）スターリングサイクルは、２つの等槓過程と、２つ
の等温過程から成るので、その熱効率は、作動媒体が非
定常流れである容積型熱機関のサイクルを改善して得ら
れる理論的に最高の値となる。

１１）エリクソンサイクルは、２つの等圧過程と、２つ
の等温過程からなるので、その熱効率は、作動媒体が定
常流れである速度型熱機関のサイクル改善を行って得ら
れる理論的最高値となる。

ｉｉｉ　）カルノサイクルは、普遍的に全熱エンジンの
熱力学的最高効率を与えるものである。

従って実際にガスタービンのサイクル改善策を探求する
場合、目標となるのはエリクソンサイクルである。

ガスタービンサイクルをエリクンンサイクルに近付ける
方法としては、ｉ）再生熱交換器を用いて排熱を回収する。

１１）断熱圧縮の過程を、できるだけ等温圧縮に近付け
る。

ｉｉｉ　）断熱膨張を、できるだけ等温膨張に近付ける
。

以上の３方法をあげる事ができる。本発明は上記ｉ）及
び１１１）を用いて、サイクル性能の改善を図るもので
ある。

先ず、本発明の略図を第１図に示し、その構成を説明す
る。

Ｋは圧縮機であシ、Ｒは再生熱交換器である。

Ｂは燃焼器であり、Ｂ′は燃焼器内筒、Ｓは案内羽根で
ある。燃焼器Ｂは、近似的に等圧・等温燃焼が行われる
よう、その形状が工夫されている。

Ｔｉｓは等温膨張・タービンで反動度を低く設定する。

Ｔａｄは断熱膨張タービンである。図に於いて、Ｔｉｅ
とＴａｄを点線で結んであるのは、結合すれば１軸式、
切υ離せば２軸式となる事を示している。

尚、各部の状態値に、図のように、次の添字を付ける。

１：圧縮機入口、２：圧縮機出口（再生熱交換器入口）
、２′：燃焼器入口、３：燃焼器内１次燃焼領域、３′
：燃焼器出口（等温膨張タービン入口）、３″：等温膨
張タービン出口、４：断熱膨張タービン出口、４′：再
生熱交換器出口。

次に本発明の熱力学サイクルをＴ　−ｚ線図によう第２
図に示し、本サイクルに於ける状態変化を説明する。本
発明は次の各過程から成シ立つ。

１）１→２　断熱圧縮：圧縮機にでの吸気の圧縮。

１１）２→２′　等圧加熱：再生熱交換器Ｒでの予（熱
。

−”　　ｉｉｉ　）　２’＋　３　　等圧加熱：燃焼器
Ｂの第１燃焼領域に於ける燃料の燃焼。

１ｖ）３→３″　等温膨張：この過程は次のように分解
できる。

ａ）３→３′　燃焼器Ｂの２次燃焼領域、希釈領域に於
いて、燃焼を継続、つまシ加熱しながら、ガスを加速し
て、熱エネルギをガスの運動エネルギに変換する過程。

ｂ）３′→３″　　等温膨張タービｙＴｉｓｌｃ於ける
仕事、つまりａ）で燃焼ガスに与えた運動エネルギを工
業仕事に変換する過程。

Ｖ）３”→４　断熱膨張：断熱膨張タービンＴａｄに於
ける膨張過程。

ｖｉ）４→４′　等圧放熱：再生熱交換器Ｒへの放熱（
排気エネルギの回収）。

ｖｉｉ）　４’→ｌ　等圧放熱二大気への放熱。

本発明の要は、等温加熱の実現にある。そこで、近似的
にこの過程を実現させる燃焼器Ｂの形状について、次に
説明する。

単位重量の理想気体が行う、等温、等圧、断熱の３種の
状態変化について、ｐ、ｖ、Ｔの関係、エンタルピ、工
業仕事、供給された熱量、これ等の関係を比較する事に
よって、本発明の詳細な説明する事ができる。

尚、基準状態１、及び状態２の諸量に添字ｌ、２を付け
る。

基準状態１から状態２へ、等温変化する場合と、等圧変
化する場合の、工業仕事、供給された熱量、静エンタル
ピの関係は、等温変化　Ｌｌｚ＝Ｊｑｓｚ　　　１ｔ−ｉｌ　＝＝＋
０等圧変化　Ｌｌｚ＝　Ｏ１２ｉ１＝ｑｔｚここに、Ｌ
：工業仕事、　　９：熱量、　　ｔ：靜エンタルピ、　
Ｊ：熱の仕事車量、である。

よって、等圧変化を行わせる為の機器には仕事をする装
置を必要としない。一方、等温変化では受熱中に仕事を
させなければならない。つまシ、等温変化では、供給さ
れた熱量と工業仕事は等しく、等エンタルピ変化でなけ
ればならない。しかし実際には、燃料の燃焼中に仕事を
させる装置を、流体機械を用いて開発する事は不可能に
近い。

そこで本発明では、供給された熱量を燃焼器Ｂの後部（
２次燃焼領域、希釈領域）で、一旦ガスの運動エネルギ
に変換し、靜温の上昇を防ぐ、つまシ靜エンタルピ（靜
温）は一定に保ち、供給された熱！（実際には等圧燃焼
による熱量を差し引いた分）に見合っただけ動源を上昇
させる。そして燃焼器Ｂを出比後で、等温膨張タービン
Ｔｉｓによりガスの運動エネルギを工業仕事に変える。

次に、等温変化と断熱変化について考察する。

状態１から状態２への変化に於いて、工事仕事、供給熱
量、エンタルピの関係は、等温変化　９１ｇ＝ＡＬ口　　Ｆ２　１１＝＝Ｑ断熱変
化　ｑ１２＝Ｑ　　　　龜１−−２胃ＡＬＩ２ここに、
Ａ：仕事の熱当量、である。

上の状態変化の比較から、熱と仕事とエンタルピの関係
は、等温変化と断熱変化では、まったく逆である事が判
る。この事から等温膨張を行わせる為の燃焼器の形状は
、ドラパルノズルの形状の丁度逆であれば良い事を、は
とんど直感的に推し量る事ができる。

つまシ高圧の気体を高圧から大気圧まで、乱流を灼こす
事なく、可逆的、断熱的に膨張させるには、先ず流路を
細くして「速度」を高め、次に流。

路を太くして「体積」を増加させる。これが熱エネルギ
を可逆的、断熱的に運動エネルギに変換する装置、ドラ
パルノズルの流路形状である。

これに対し、高圧の気体をできるだけ等温膨張に近似し
て膨張させる為には、先ずできるだけゆりくフ燃焼が進
むように流路を広げ、次に供給熱量が靜エンタルピとし
てガス自体に蓄えられる事のないよう、運動エネルギに
変換する為に流路を細くする。

従って、本発明の燃焼器形状は第１図に示す如く、魚形
になる。云い換えれば炎の形そのものの外形となる。

次に、ノズル出口端の断面積と、本発明魚形燃焼器Ｂの
出口端断面槓の大きさの違ｂｔ−調べる。

Ｆ−―線図に於いて、断熱線の傾斜の方が、等温線のそ
れより大きい。よって籾温Ｔ１と、靜圧比（Ｆ２／ｐ１
）を等しくして、断熱膨張と等温膨張を比較すると、状
態２に於ける比体積、工業仕事。

仕事に変換される噴流の速度、この何れも断熱膨張よシ
等温膨張の方が大きい。

上記のようにガスの流れを律しようとする場合、燃焼器
出口端（案内羽根Ｓの出口）の断面積はどのようになる
のかを追求する。

定常流の一般エネルギ式はことに　膠：ガスの流速。

等エンタルピ変化は　Ｆ２　　ｊｔ＝Ｑ　　であり、本
発明の燃焼器Ｂでは、仕事は行われないから、ＡＬ＝Ｑ
、従りて（１）の定常流の一般エネルギ式は次のように
整理できる。

単位重量の理想気体が、等温変化する際の供給熱量はｑ　＝ＡＲＴ１・１．％（Ｆｌ／Ｆ２）　　・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・（３）（２）
式に（３）式を代入し、ｌ１１１を省略して、出口端に
於ける噴流の速度町を求めると、Ｗ２：２１ＲＴｌｌ界（ｐ　ｔ　／ｐ　ｚ　）　　””
””””’−１−−−−−−−（４）燃料流量の増加を
無視し、燃焼器Ｂの各断面を単位時間に流れるガス流ｆ
ｉｋＧは一定であシ、流量連続の条件式が使えるとすれ
ば、 ’＝　（’２＃２）／１２　　　・・・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・（５
）ここに、Ｆ２：出口端断面積、Ｖ：比体積、また等温
変化のときはｓ　　Ｆｌ’ｌ”Ｆ２＃□＝　ＲＴｌであ
るからν２＝　ＣＲＴｌ）／　Ｆ２　　・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・（６）（５）式に（４）　（６）式を代入すれ
ば出口端折面積は断熱変化を行うノズルののど部断面積
は次式で表わされる。

籾温ｒ１．靜圧比、流量を等しくして（７）（８）式よ
シ、断面積Ｆ２　　を、等温膨張、断熱膨張のそれぞれ
について求めると、等温膨張の場合の出口端折面積の方
が、断熱膨張の場合のそれより、僅かに大きくなる。

同じ圧力降下なら断熱膨張の仕事より、等温膨張の仕事
の方が大きいと云う現象が、本サイクルの性格に際立−
＞ｆｃ％徴を与える。この点については、抜根サイクル
計算により細述する。

等温加熱を実現する上で要求される条件は、ゆったシし
た燃焼。供給熱量の運動エネルギへの変換。そして次に
、ガス流速の加速域に於ける火炎の保持である。

等エンタルピ変化では、工業仕事をする為に、運動エネ
ルギとして奪い去られる熱量と、燃料供給により与えら
れる熱量は等しくなければならず、奪われる熱量の方が
供給熱量よフ大きいと炎は消えてしまう。よって急激な
エネルギ変換は望ましくなく本燃焼器Ｂの形状はなだら
かな魚形となる０また、アレニウスの式によれば、燃焼
反応は、活性化エネルギが小さく、絶体温度が高い程、
連鎖的に起シ易い。よって　ｒ３（ガス加速域の温度）
は燃料の自然発火温度を上回っていなければならない事
になる。

次に、本発明の効果を明らかにする為、本ガスタービン
サイクルの熱力学的性質について考察する。先ず、演算
方法の正否を確かめる為の計算を行った。第３図にその
計算結果を示す。

第３図は、等温膨張と断熱膨張の圧力比の配分を変える
と、熱効率及び無次元比出力にどのような影響が表れる
かを示したものである。

図では、圧縮機入口温度　ｒｌ＝２８８にサイクル最高
温度　ｒｎ＝１２００Ｋ　　圧力比ｒ　＝　４　　再生
熱交換器温度効率η、−１００％　とした。計算に用い
た所要の数値、並びに数式を以下に示す。

尚、計算に当って次の条件は省略し之。

１）燃料の添加による作動流体の流量変化、１１）比熱
及び比熱比の温度及び組成による変化、ｌ１１）各部の
圧力損失、ｉｖ）燃焼損失、計算に用いた所要の数値定圧比熱：　ｃｐ　＝　０．２４　ｋｃａｌ／ｋｇ−に
ガス定数：　　Ｒ＝２９．２７ｋｇ−叩全ｇ・Ｋ比熱比
：に＝１．４簿　＝（ｋ−ｘ）７ｈ仕事の熱当量：　Ａ　＝　１　／４２６．８　ｋｃａｌ
／ｋｇ−ｍ圧縮機断熱効率：η寛　＝０．８５断熱膨張タービンの断熱効率：η、＝０．８５等温効率
：　η□＝０．８５再生熱交換器温度効率：η、＝１．０圧縮機圧力比：ｒ＝４各部の状態と演算方法圧縮機入口温度：　　Ｔ１＝２８８に圧カニ　　Ｆｌ　＝　１．０３３　ｋｇ／ａｍ”圧縮機
出口温度：　　Ｔｚ　＝Ｔｌ（１＋　（ｒ−１）／η、）圧
カニ　　ｐｘ　＝ｐｌｒ再生熱交換器出口温度：　Ｔｘ’　＝７２　（１−η、）＋η、Ｔ４圧カ
ニ　ｐｚ’　＝Ｐ２燃焼器内１次燃焼領域温度（サイクル最高温度）：　　ｒ、＝１２００に圧カ
ニ　Ｐ３冨Ｐ２燃焼器出口温度：ｒ３’＝ｒ３圧カニ燃焼器出口圧力Ｐ３′はｐｌから、□＝ｐ１７ま
で均等に９段階に変化させた。

等温膨張タービン出口温度：Ｔ３″＝１３′＝１３圧カニＦ３”　”　Ｐ３’ 断熱膨張タービン出口温度：　Ｔ４＝　Ｔｓ（１−η！＋η？（Ｆｌ／Ｆ３’
げ）圧カニＦ４＝７１ガス側熱交換器出口温度：　Ｔ４’＝　７’４（１−η１）＋η１Ｔ２圧カ
ニ　Ｆ４”””　Ｆ４＝　Ｆｌ燃料によりサイクルに与えた熱量（等圧加熱量をｑｌ、
等温加熱量をｑｚとすれば）ｑ　ｓ　＋　ｑｚ　＝　ＣｐＣＴｓ−ｒ２’）＋　、ｔ
・η１・ＲＴ３・Ｌｓ（Ｐｚ／ｐ３’）・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・（９）有効仕事ＡＬ＝Ａ−ηｔ６ＲＴｓ″１ｍＣｐＪｐｓ’）＋ＣｐＣ
Ｔｓ’　　Ｔａ＞（’Ｆ（Ｆ２　　ｒｔ）　　　　・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・・・αの熱効率 η　＝ＡＬ／（り１＋９２）　　　・・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・αυ無次元比出力ＡＬ　／　（Ｃｐ−Ｔｌ　）　　　　・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・（（２）以上の演算順序によフ、（１１）式から
熱効率を、（１２）式から無次元比出力を小型電子計算
機によυ求めた０等温効率η、についてであるが、等温膨張仕事をＡＬ、
とすると、（９）式から、ＡＬＵ＝’Ｉｔ＝η□・ＡａＲＴ３・ｌル（Ｆ２／７！
’）・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・　（
！３）理想的に等温膨張が行われた場合の燃焼器出口圧
力をＰ３′＊とすると（１３）式は次の如く変形できる
０つまり、■なる熱量を得、ＡＬ、なる等温膨張仕￥をす
る時、理想的には圧力はＰ！からＰ３′＊まで降下する
。しかし実際には損失が生じ、エントロピ増加量はｑＪ
Ｔｓ＝ＡＲ−１＊ｃｐｚ／　ｐｓ’＊　）　　　　よシ
大きく　ＡＲｅｌｓ（Ｐｚ／Ｐｓ’）　　　とな夛、圧
力はＰｓ’まで降下してしまう。　ｐ３’　＜　ｐｓ’
＊　　である。本計算ではこのような考え方により、等
温効率η、を（１４）式で定義した。

第３図に於いて、左端はｐｓ′＝ｐｌであシ、断熱膨張
はゼロで等温膨張のみ。右端は７３′＝７２でありて、
等温膨張はゼロで断熱膨張のみの場合となる。図から明
らかに、Ｐ３′→Ｐ２とするときより、Ｐｓ’→Ｐ１と
するときの方が、熱効率、無次元比出力ともに大きくな
る。従来の再生式ガスタービンは右端に相当するので、
本発明は熱効率、比出力とも改善される事が判る。

■山海堂の出版になる、慶応義塾大学教授　佐藤豪著、
「ガスタービンサイクル論」によれば、断熱圧縮−等圧
燃焼一等温膨張一等圧放熱（完全再生）サイクルの熱効
率はで与えられるとある。ここにτは温度比である０（１５
）式に前記第３図の計算に用いた所要の数値を入れると
、η＝０．５９２４　　となシ第３図η曲線の左端の値
と等しくなる。以上から本計算の演算方法、並びに等温
効率の考え方は客観性を与えられたものと思う。

尚、佐藤豪教授の（１５）式に合せる為に、η□＝η、
とし念。

次に、計算を実際設計に少しでも近付ける為に、再生熱
交換器温度効率をη、＝０．９とした上で、サイクル最
高温度Ｔ３の影響を調べる。圧力比ｒ＝４とし％Ｔ３を
変数とした場合の計算結果を第４図、第５図に示す。第
４図はＰ３′と熱効率の関係、第５図はｐ、Ｉと無次元
比出力の関係を示したものである。

図から、膨張過程に等温膨張が加わる事により、熱効率
、無次元比出力とも増大するが、η凱〈１の場合は、熱
効率を最大にするｐ３１の最適値が存在する事を知る事
ができる。

しかし実際には、η　　を得る所までＰ３′を降ａｘ下させる事は難しい。何故なら燃焼器出口のガス流速が
音速を越える事は流動損失を大きくするからである。

そこで燃焼器出口のガス流速を音速に一致させた場合に
ついて計算を行った。

計算の考え方を以下に述べる。

１）燃焼器出口のガス流速１′を音速とする。

ｉｉ）温度Ｔ３に於ける音速の速度ヘッドと、等温ヘッ
ドを等しくする。

ｉｉｉ　）等温ヘッドよシ燃焼器出ロ圧力Ｆ３’を求め
る０上記１）を数式で表わすと、ｗ３’−ｎη〒　・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・　（１６）ま
た１１）は（２）式より計算を簡単にする為、ｗ３（最大断面平均風速）＝０と
しく１７）式に（１６）式を代入すれば、ｋＲＴ３ｑ２＝□　・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・　（１８）上
記１１１）は、（１３）式と（１８）式が等しい事から
、（、ｎＲｒ３）／２＝η□・ＡＲＴ３・−（Ｆ２／Ｆ
３’）ｉ／２η□＝１務（Ｆｌ／Ｆ３’）、’−ｐｓ’＝　ｐｚ／Ｌ４′（２ηＩ）・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・　（１９）前述の演算順序に（１６Ｘ１８Ｘ１９）式
を加味した計算結果を第６図、第７図に示す。第６図は
圧力比ｒに対する熱効率η、第７図は圧力比ｒに対する
無次元比出力ＡＬ／ＣＣｐ−Ｔ１）を、Ｔ３を変数とし
て表わした。

第６図から本発明の場合も熱効率を最大にする最適圧力
比が存在する事が判る。

ま念、比出力を最大にする最適圧力比は、従来の再生式
ガスタービンのそれよυかなυ大きな値になる事が、第
７図より知れる。

念の為に、第８図に圧力比ｒに対する仕事比αを示す。

圧力比ｒの増加に伴う仕事比αの減少の割合は、従来の
再生式ガスタービンよシ少ない。

次に、第９図に再生熱交換器温度効率η、を変数とした
、圧力比ｒに対する熱効率ηを示す。図から、熱効率に
対するη１　の効き目が顕著である事、限界圧力比の値
がかなり大きい事などが判る。

限界圧力比が大きくなる理由は、本発明の膨張過程が、
等温膨張と断熱膨張からなる為、タービン出口温度が大
になシ、その為Ｔ４＝７２も大きくなるからである。

第９図で、もう１つ六層重要な事に気が付く、それは、
本発明によれば、ｌ、を大きくできれば、メタルガスタ
ービンでもかなり良好な燃費を得る可能性がある事であ
る。

そこで、本発明による、ディーゼルエンジンに対抗でき
るメタルガスタービン開発の可能性を見る為、次の計算
を行った。

再生熱交換器温度効率を４ｍ　”　０．９５とする、全
圧力損失をｇｘＱ、ｌとし、タービン入口圧力をまとめ
て１０％減する。即ちｐｓ′＝ｐ２ｃ１−ｔ　）。

また、燃焼効率η、を９５％とし、計算の最後にこれを
乗する。その計算結果を第１０図に示す。

図はＴ、を１２０ＯＫ、１３００にとした場合の圧力比
に対する熱効率を表わす。図よシ最適圧力比に於ける熱
効率は、充分ディーゼル機関と競合し得る値であると思
われる。

以上から本発明は、現用ガスタービンの構造を大きく変
える車なく、複雑化せずに、そのサイクル性能を改善し
、熱効率、比出力ともに向上させる、実用上有益な発明
である。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の略図。第２図は本発明サイクルのＴ　
　ｚ線図。第３図は温度比η、＝１　の場合のＰ３’に
対する熱効率と無次元比出力を表す図。第４図はη、＝０．９とした場合の７３’に対する熱効
率、第５図は同じくｐ３′に対する無次元比出力を示す
図。第６図は圧力比と熱効率、第７図は圧力比と無次元
比出力の関係を表す図。第８図は圧力比と仕事比の関係
を示す図。第９図は再生熱交換器温度効率η１を変数と
する圧力比と熱効率の関係図。第１０図は圧力損失と燃
焼効率を含む計算例の圧力比と熱効率の関係図。第１図に於いて、Ｋ：圧縮機、　Ｒ：再生熱交換器、　
Ｂ：燃焼器、　Ｂ′：燃焼器内筒、　　Ｓ：案内羽根、
　’ｌ’ｉｓ　：等温膨張タービン、Ｔａｄ　：断熱膨
張タービン。

Claims

【特許請求の範囲】

（１）燃焼器入口から１次燃焼領域にかけて流路を徐徐
に広げ、最大断面から出口に向けて２次燃焼領域、希釈
領域の流路を次第に細め、出口端のガス流速を音速、乃
至はそれに近付ける事によって、加熱量の一部を燃焼器
出口でガスの運動エネルギに変え、近似的に等圧・等温
的に燃焼を行わせる事を特徴とする等圧・等温燃焼器。
（２）圧縮機で吸気を圧縮し、圧縮空気を再生熱交換器
で予熱し、特許請求の範囲１に記載の等圧・等温燃焼器
により燃料を供給、加熱し、該燃焼器出口の噴流ガスを
、反動度の少ない等温膨張タービンで工業仕事に変え、
該タービンを出たガスにより断熱膨張タービンで仕事を
行ない、再生熱交換器で排熱を回収した後に、大気にガ
スを捨てる事により成る、等温・断熱膨張を特徴とする
ガスタービン。